机械设计说明书-专用主轴箱钻、扩、铰组合机床左多轴箱设计

本科毕业设计（论文）题目：专用主轴箱钻、扩、铰组合机床左多轴箱设计PAGEPAGE25专用主轴箱钻、扩、铰组合机床左多轴箱设计摘要本文介绍了一种钻、扩、铰三工位组合机床左多轴箱的设计，对其设计过程进行了详细的介绍，主要内容有:依据被加工工件孔的特点确定切削参数，根据所定参数计算其运动参数和动力参数，并对主轴的轴径、支承方式和所用的轴承等进行选型；接着选择动力箱和主箱体的型号、确定主轴和动力输入轴的坐标，再根据主轴及动力输入轴的坐标进行传动方案的设计、传动齿轮的确定；最后计算各传动轴、主轴的坐标，验算齿轮的中心距，计算齿轮的载荷，设计变位齿轮，对传动轴、轴承以及齿轮等重要零部件进行校核。关键词：多轴箱；组合机床；传动齿轮；传动轴；TheDesignofLeftMulti-axleBoxOnCombinationMachineThatWithABoringExpandingReamingofThree-sidedAbstractInthispaper,proposethedesignofleftmulti-axleboxoncombinationmachinethatwithadrilling,expandingreamingthree-sidedplatform,andillustrateitsdesignprocessindetails.Themaincontentsinclude:determinethecuttingparametersbasedonthecharacteristicsoftheworkpiecehole.caculatetheirmovementparametersanddynamicparametersaccordingtoparametersset.Andselectthemainshaft,supportingmethodsandtheuseofbearings,etc;thenchoosethemodelofdrivingboxandspindlebox,determinethelocationofspindleandthedriveshaft,andthendesignthetransmissionplanaswellasconfirmthetransmissiongearaccordingtothelocationofspindleandthedrivingshaft.finally,calculatecoordinatesofeverytransmissionaxisandspindle,checkthecentraldistanceofgear,designchangegearandcheckdriveshaft,bearingsandgearsandotherimportantparts.KeyWords:combinationmachine;multi-axlebox;gear;driveshaft;主要符号表B宽度H高度d直径v速度 n转速P功率T扭矩F力m模数Z齿数t时间L长度HB硬度R中心距f进给量i传动比

目录1绪论 11.1引言 11.2组合机床概述 11.2.1.组合机床的特点 21.2.2组合机床的工艺范围及配置形式 21.3组合机床的发展现状和动向 41.4本课题主要研究内容及意义 51.4.1研究的内容及指标： 51.4.2研究本课题的意义 62多轴箱的原始数据计算 82.1待加工件的特点及设计技术指标 82.2组合机床切削用量选择的特点、方法及注意问题 82.2.1组合机床切削用量选择的特点 82.2.2组合机床切削用量选择方法及应注意的问题 82.3切削参数的确定 92.3.1钻工位切削参数 92.3.2扩工位切削参数 112.3.3铰工位切削参数 112.4机床动力参数的确定 122.4.1钻工位动力参数计算 122.4.2扩工位动力参数 122.4.3铰工位动力参数 132.5动力部件的选取： 132.6轴的初步选定 142.7箱体尺寸的确定 163多轴箱传动系统设计 173.1多轴箱传动系统设计的准则 173.2方案的制定、比较 183.2.1方案的制定 183.2.2方案比较 193.3传动件的确定 203.3.1钻工位齿轮的确定 203.3.2扩工位齿轮的确定 223.3.2铰工位齿轮的确定 233.4坐标的计算 243.4.1坐标的计算 243.4.2验算中心距误差 283.4.3变位齿轮的计算 284传动元件的校核 304.1轴的扭转度校核： 304.2轴的弯扭强度校核及轴承、齿轮的强度校核 314.2.1强度校核理论 314.2.2具体计算: 335结论 42致谢 43参考文献 44毕业设计（论文）知识产权声明 45毕业设计（论文）独创性声明 461绪论1.1引言最早的组合机床是1911年在美国制成的，用于加工汽车零件。初期，各机床制造厂都有各自的通用部件标准。为了提高不同制造厂的通用部件的互换性，便于用户使用和维修，1953年美国福特汽车公司和通用汽车公司与美国机床制造厂协商，确定了组合机床通用部件标准化的原则，即严格规定各部件间的联系尺寸，但对部件结构未作规定。随着汽车工业的发展，注定了专用机床的重要性将会越来越大。同时随着科技的进步，汽车工业也跟着发展到了一个新的高度，专用机床也就相应的发展起来，并被广泛的应用于不同的工业生产中。在专用机床中某些部件因重复使用，逐步发展成为通用部件，因而产生了组合机床。因此，组合机床的设计也就成为一个相当重要的课题。组合机床的多轴箱是工序集中的、高效的组合机床的重要专用部件之一,是用于布置(按所要求的坐标位置)机床工作主轴及其传动零件和相应的附加机构的。组合机床多轴箱的设计是组合机床设计的重要部分，因为主轴箱系统的优劣和箱体加工方式、方法直接影响机床的可靠性、耐用性、经济性、准确性。1.2组合机床概述组合机床一般采用多轴、多刀、多工序或多工位同时加工的方式，生产效率比通用机床高几倍甚至几十倍。由于通用部件已经标准化和系列化，可根据需要灵活配置，能缩短设计和制造周期。因此，组合机床兼有低成本和高效率的优点，在大批量生产中得到广泛应用，并可用以组成自动生产线。组合机床适用于大批量生产，一般用于加工箱体类或特殊形状的零件。加工时，工件一般不旋转，由刀具的旋转运动和刀具与工件的相对进给运动，来实现钻孔、铰孔、镗孔、铣削平面、切削内外螺纹以及加工外圆和端面等。有的组合机床采用车削头夹持工件使之旋转，由刀具作进给运动，也可实现某些回转类零件（如飞轮，汽车后桥半轴等）的外圆和端面加工。组合机床较之通用机床大大的提高了加工效率、缩短了加工时间，但同时也使组合机床的设计周期和设计任务随着增加了不少。通用部件按功能可分为动力部件、支承部件、输送部件、控制部件和辅助部件五类。动力部件是为组合机床提供主运动和进给运动的部件。主要有动力箱、切削头和动力滑台。支承部件是用以安装动力滑台、带有进给机构的切削头或夹具等的部件，有侧底座、中间底座、支架、可调支架、立柱和立柱底座等。输送部件是用以输送工件或主轴箱至加工工位的部件，主要有分度回转工作台、环行分度回转工作台、分度鼓轮和往复移动工作台等。控制部件是用以控制机床的自动工作循环的部件，有液压站、电气柜和操纵台等。辅助部件有润滑装置、冷却装置和排屑装置等。为了使组合机床能在中小批量中得到应用，往往需要应用成组技术，把结构和工艺相似的零件集中在一台组合机床上加工，以提高机床的利用率。这类机床常见的有两种，可换主轴箱式组合机床和转塔式组合机床。组合机床未来的发展将更多的采用调速电动机和滚珠丝杠等传动，以简化结构，缩短生产节拍；采用数字控制系统的主轴箱、夹具自动更换系统，以提高工艺可调性；及纳入柔性制造系统等。1.2.1.组合机床的特点：(1)主要用于棱体类零件和杂件的孔面加工。(2)生产率高。因为工序集中，可多面、多工位、多轴、多刀同时自动加工。(3)加工精度稳定。因为工序固定，可选用成熟的通用部件，精密夹具和自动工作循环来保证加工精度的一直性。(4)研制周期短，便于设计，制造和使用维护，成本低。因为通用化，系列化，标准化程度高，通用零件占70%～90%，通用件可组织批量生产进行预制或外购。(5)自动化程度高，劳动强度低。(6)配置灵活。因为结构模块化、组合化。可按工件或工序要求，用大量通用部件和少量专用部件灵活组成各种类型的组合机床及自动线；机床易于改装；产品或工艺变化时，通用部件一般还可以重复利用。1.2.2组合机床的工艺范围及配置形式(1)组合机床的工艺范围[2]目前，组合机床主要用于平面加工和孔加工两类工序。平面加工包括铣平面、刮平面、车端面；孔加工包括钻、扩、铰、镗孔以及倒角、切槽、攻螺纹、滚压孔等。随着综合自动化的发展，其工艺范围正扩大到车外圆、行星铣削、拉削、推削、磨削等工序。此外，还可以完成焊接、热处理、自动装配和检测、清洗和零件分类及打印等非切削工作。组合机床在汽车、拖拉机、柴油机、电机及军工及缝纫机、自行车等轻工业大批大量生产中已得到广泛应用；一些中小批量生产的企业，如机床、机车、工程机械等制造业中也已推广应用。组合机床最适宜于加工各种大中型箱体类零件，如汽缸盖、汽缸体、变速箱体、电机座及仪表壳等零件；也可用来完成轴套类、轮盘类、叉架类和盖板类零件的部分或全部工序的加工。(2)组合机床的配置形式组合机床的通用部件分为大型和小型两大类。用大型通用部件组成的机床称为大型组合机床。用小型通用部件组成的机床称为小型组合机床。大型组合机床和小型组合机床在结构和配置形式等方面有较大的差别。(3)大型组合机床的配置形式大型组合机床的配置形式可分为单工位和多工位两大类，而每类形式中又有多种配置形式。按工序集中程度和不同批量生产的需要还有其他几种配置形式：1)工序高度集中的组合机床,在基本配置形式的基础上，增设动力部件来加工工件的更多表面。这些形式都是结合工件的特定情况配置的。2)用于大批大量生产的组合机床为提高生产率，除缩短加工时间，尽量使辅助时间加工时间重合外，还可考虑在每个工位上安装，从而加工不同的表面。3)转塔头式及转塔动力箱式组合机床有单轴和多轴两类，并有通用化、系列化标准。通过带有各种工艺性能的单轴（或多轴）转塔头或转塔动力箱转位，实现对工件的顺序加工。单轴转塔主轴设置在转塔体上，工位数有4～8个或更多，转塔可布置成卧式和立式；多轴转塔主轴则设置在多轴箱（或单轴箱）上；工位数3，4，6个，可以完成工件一个面上的主要加工工序。转塔式组合机床可以完成一个工件的多工序加工，并可减少机床台数和占地面积，由于转塔式的各工位主轴顺序加工，使得各工位在切削时间上不重合，机床的生产率较低，适宜于中小批量生产场合。除上述各种配置形式外，还可采用可调式组合机床，以适应几种工件的轮番生产；采用自动换刀式和自动更换主轴箱式组合机床，以适应孔数较少的工件和孔数较多外形式尺寸较大的工件；采用工件能在机床上对工件多次安装与采用多工位回转工作台或移动工作台相结合的方式的组合机床，使一台组合机床能对工件进行多次加工；还可以采用将若干种加工工艺相近似的工件合并加工的成组加工组合机床，以增大中批量生产的加工能力。(4)小型组合机床配置形式小型组合机床也是由大量通用零部件组成，其配置特点是：常用两个以上具有主运动和进给运动的小型动力头分散布置，组合加工。动力头有套筒式、滑台式,配置灵活性大，操作使用方便，易于调整和改装。组合机床的配置形式是多种多样的，同一零件的加工可采用几种不同的配置方案。在确定组合机床配置形式时，应对几个可行的方案进行综合分析，从机床负荷率，能达到的加工精度，使用和排屑的方便性，机床的可调性，机床部件的通用化程度，占地面积等方面作比较，选择合理的机床总体布局方案。组合机床系指以通用部件为基础，配以少量专用部件，对一种或若干种工件按预先确定的工序进行加工的机床。1.3组合机床的发展现状和动向世界上第一台组合机床于1908年在美国问世，30年代后组合机床在世界各国得到迅速发展。至今，它已成为现代制造工程（尤其是箱体零件加工）的关键设备之一。近年来，随着数控技术，电子技术，计算机技术的发展，组合机床的服务对象已经由过去的农用机械，载货汽车向以轿车工业为重点的转移，组合机床行业开展了针对轿车零件关键工艺研究开发的科研攻关，采取引进技术，合作生产和自行开发相结合；组合机床也由过去的刚性组合机床向具有一定柔性，可实现多品种加工方向的变化,同时又应用数控技术发展了三坐标加工单元等数控组合机床,把纯刚性的设备变为可变可调的装备；组合机床的加工精度由半精加工向精加工方向转化,还开发了针对汽车发动机五大件加工的关键工艺设备，使行业在精加工机床的品种上有了较大扩充，为提供成套设备创造了条件；组合机床制造技术由过去的以机加工为主的单机及自动化向综合成套方向转换，加强了相应配套技术与产品的研究开发；组合机床的控制技术由传统的程序控制技术向数控，计算机管理与监控方向发展；组合机床行业企业生产的组合机床的控制技术，已完成了由接触继电器控制向可编程控制的转变，大大的提高了组合机床的可靠性，故障率大为降低；组合机床的开发已经又过去的人工设计转向计算机辅助设计，大力推行CAD，为提高设计速度，保证设计质量，缩短供货周期创造了有利的条件。现代制造工程从各个角度对组合机床提出了愈来愈高的要求，而组合机床也在不断吸取新技术成果而完善和发展。(1)高速化：由于机构各组件分工的专业化，在专业主轴厂的开发下，主轴高速化日益普及。过去只用于汽车工业高速化的机种（每分钟1.5万转以上的机种），现在已成为必备的机械产品要件。(2)精密化：由于各组件加工的精密化，微米的误差已不是问题。以电脑辅助生产系统的发展带动数控控制器的功能越来越多。(3)高效能：对机床高速及精密化要求的提高导致了对加工工件制造速度的要求提高。同时，由于产品竞争激烈，产品生命周期缩短，模具的快速加工已成为缩短产品开发时间所必须具备的条件。对制造速度的要求致使加工模具的机床向着高效能专业化机种发展。

(4)系统化：机床已逐渐发展成为系统化产品。现在可以用一台电脑控制一条生产线的作业，不但可缩短产品的开发时间，还可以提高产品的加工精度和产品质量。

(5)复合化：产品外观曲线的复杂化致使模具加工技术必须不断升级，机床五轴加工、六轴加工已日益普及，机床加工的复合化已是不可避免的发展趋势。本行业虽然取得了较大的进步与发展,但是,在制造技术高速发展的今天,由于基础比较薄弱,从整体看,与国外先进水平、与国内用户的要求都还存在着一定的差距,主要表现在:产品可靠性较差,难以适应轿车工业等大批量生产的要求;可调可变性、柔性较差,缺少必要的适应多品种加工的新品种;系列化、通用化、模块化程度低,致使制造周期过长,满足不了用户要求;科学管理、成本控制水平不高,在市场上缺乏竞争力;生产周期长、拖期交货现象时有发生,在用户中信誉度还不高等等。80年代以来，国外组合机床技术在满足精度和效率要求的基础上，正朝着综合成套和具备柔性的方向发展。组合机床的加工精度、多品种加工的柔性以及机床配置的灵活多样方面均有新的突破性进展,实现了机床工作程序软件化、工序高度集中、高效短节拍和多种功能的自动监控。组合机床技术的发展趋势是:1)泛应用数控技术。2)展柔性技术。3)展综合自动化技术。4)一步提高工序集中程度。1.4本课题主要研究内容及意义1.4.1研究的内容及指标：a.本次设计主要的研究内容包括：(1)运动设计：根据给定的被加工零件，确定机床的切削用量，通过分析比较拟定传动方案和传动系统图，确定传动副的传动比及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速与标准的相对误差。(2)动力设计：根据给定的工件，初算传动轴的直径、齿轮的模数；确定动力箱；计算多轴箱尺寸及设计传动路线。完成装配草图后，要验算传动轴的直径，齿轮模数否在允许范围内,还要验算主轴主件的静刚度。(3)结构设计：进行主运动传动轴系、变速机构、主轴主件、箱体、润滑与密封等的布置和机构设计,即绘制装配图和零件工作图。(4)编写设计说明书评价机床性能的优劣，主要是根据技术—经济指标来判定的。技术先进合理，亦即“质优价廉”才会受到用户的欢迎，在国内和国际市场上才有竞争力。机床设计的技术—经济指标可以从满足性能要求、经济效益和人机关系等方面进行分析。b.本设计的主要内容包括：(1)被加工零件孔的直径及相对坐标尺寸见零件示意图；(2)被加工零件的材料为HT200；(3)工件定位面比工作台面高110毫米，工作台每工位移动行程300毫米；(4)工件对称中心线与工作台中心线重合（钻孔工位）；(5)熟悉组合机床的基本形式；(6)确定切削用量、计算切削力、选择动力箱型号；(7)设计多轴箱装配图及主要零件图、变位齿轮图；1.4.2研究本课题的意义机床工业是现代工业特别是现代制造业的基础，在国民经济中占有重要的战略地位。机床工业与一个国家的工业竞争力、制造业发展水平紧密相关，本国的机床工业水平越高，工业和制造业竞争力越强。对我国而言，机床工业不仅仅具有重要的经济意义，而且还具有重要的国防战略意义。研究机床工业的特点，有助于我们了解机床工业的特殊规律，从而找到适合我国国情的机床工业发展之路。我国工业竞争力和制造业发展水平不高，一定程度上是与我国机床工业发展水平不高相联系的，加快我国机床工业的发展，提高我国机床工业技术和管理水平，将有利于我国工业和制造业发展。所以对机床的研究设计意义是极其重大的。毕业设计是高等教育体系中非常重要的环节，它可以检验自己对专业知识理解与掌握的程度，也可以提高自己综合运用所学知识的能力，也能在分析问题和解决问题的过程中学到更多新的知识。近几年来，由于国家加大基础设施的投入，工程机械需求呈现了强劲的增长势头，部分生产厂家呈现出一年翻一番的发展形势，虽然国家因出现局部经济过热而采取对钢材、建材、电解铝等行业进行调控，但许多重点工程都陆续开工上马，工程机械虽不会出现去年过热现象，但今后几年仍然会维持较大程度的增长态势。另外随着我国汽车工业的发展，对产品加工精度的要求也越来越高。国内加工设备与进口产品相比，其特点是价位低、产品稳定性、可靠性差、零件加工手段落后。随着国家对世贸承诺的逐步实现，价格的竞争优势也逐渐减少，这就要求我们对自己的产品进行彻底的革新，提高产品的加工精度，进一步提高产品的质量提高市场竞争力。这就给组合机床的发展到来了契机，充分利用其孔的周期定位精度的优势，给其本身的发展和行业竞争力都带来了许多好处。再加上现代机械制造工业发展的基本特征：产品的更新缩短，多品种，中小批量轮番生产是普遍现象。因此，具有一定的柔性，能对多品种，中小批量生产方式做出快速的响应的组合机床必将有一个美好的未来。2多轴箱的原始数据计算2多轴箱的原始数据计算2.1待加工件的特点及设计技术指标：(1)材料硬度：170～220HB；(2)被加工件孔的直径及相对坐标尺寸见零件示意图；(3)工件定位面比工作台台面高110毫米，工作台每工位移动行程250毫米；(4)确定切削用量、计算切削力、选择动力箱型号；(5)设计多轴箱装配图及主要零件图、变为齿轮图；(6)工件材料：HT200；2.2组合机床切削用量选择的特点、方法及注意问题2.2.1组合机床切削用量选择的特点(1)组合机床采用多刀、多刃同时切削，为尽量减少换刀时间和刀具的损耗，保证机床的生产率及经济效果，选用的切削用量应比通用机床单刀加工时低30%左右。(2)组合机床通常用动力滑台来带动刀具进给。因此，同一滑台带动的多轴箱上的所有刀具（除丝锥外）的每分钟进给量相同，即等于滑台的工进速度。2.2.2组合机床切削用量选择方法及应注意的问题目前常用的查表法，参照生产现场同类工艺，必要时经工艺实验确定切削用量。确定切削用量时应注意以下问题：(1)应尽量做到合理使用所有刀具，充分发挥其使用性能。由于多轴箱上同时工作的刀具种类不同且直径大小不等，其切削用量也各有特点。如钻孔要求高的切削速度和较小的进给量；铰孔则与之相反。同一多轴箱上刀具每分钟进给量必须相等并等于滑台的工进速度，所以要求同一个多轴箱上各刀具均有较合理的切削用量是困难的。因此，一般先按各刀具选择较合理的转速和每转进给量，再根据其中工作时间最长、负荷最重、刃磨较困难的所谓“限制性刀具”来确定并调整每转进给量，通常用“试凑法”来满足进给量相同的要求。必要时可对少数难以协调的刀具采用附加（增或减速）机构加以解决。当同一多轴箱上有铣端面工序，应将铣端面安排在滑台工进的最后，以便采用二次工进时选用所需的进给量。(2)复合刀具切削用量选择应考虑刀具的使用寿命。保证刀具应有的使用寿命，进给量按复合刀具最小的直径选择。如钻-铰复合刀具，进给量按钻头选，切削用量按铰刀选。在分别选择时均应取允许值的上限，使复合刀具有较合适的切削用量。对整体复合刀具，往往强度较低，故切削用量应选的较低些。(3)多轴镗孔主轴刀头均需定向快进快退时（刀头处于同一角度位置进入或退出工件孔），也是在保证加工精度和刀具的耐用度的情况下，提高“限制性刀具”的切削用量；对于“非限制性刀具”，其耐用度只要求不低于某一极限值，可以减少切削功率。各镗轴转速应相等或成整数倍。(4)选择切削用量时要注意既要保证生产批量的要求，又要保证刀具一定的耐用度。在生产率要求不高时，切削用量不必选得很高，以免降低刀具的耐用度。即使是生产率要求很高的组合机床，也是在保证加工精度和刀具的耐用度的情况下，提高“限制性刀具”的切削用量；对于“非限制性刀具”，其耐用度只要求不低于某一极限值，可以减少切削功率。组合机床切削用量选择通常要求刀具耐用度不低于一个工作班，最少不低于4小时。(5)确定切削用量时，还需考虑所选动力滑台的性能。如采用液压滑台时，选择每分钟进给量应该比滑台最小工进速度大50%，否则会受温度影响和其他原因导致进给不稳定。2.3切削参数的确定2.3.1钻工位切削参数表2.1钻孔推荐切削用量加工材料加工直径d(mm)切削速度v（m/min）进给量f(mm/r)铸铁200～241HBS1～610～180.05～0.1﹥6～12﹥0.1～0.18﹥12～22﹥0.18～0.25﹥22～50﹥0.25～0.4表2.2深孔钻切削用量递减表深径比3d(3～4)d(4～5)d切削速度v（m/min）V(0.8～0.9)v(0.7～0.8)v进给量f（mm/r）F0.9f0.9f钻削的孔直径分别为10mm，孔深为25mm由表2.1得φ10的钻削参数如下表所示：表2.3钻孔推荐参数孔切削速度v(m/min)进给量(mm/r)φ1010～180.1～0.18各个孔的深径比分别为φ10(h=25/10=2.5d)取3d,由表2.2有：VΦ10=1V=1×(10～18)=10～18fΦ10=1f=1×(0.1～0.18)=0.1～0.18根据各个切削用量之间的关系可以计算出各个主轴的转速范围，即使：（2.1）其中：v为切削速度(mm/min)d为所钻孔的直径（mm）所以经计算可得：φ10的转速为：n=1000×10/π×10=318～573(r/min)综上所述，整理有表2.4：表2.4切削参数范围φ10切削速度v(m/min)10～18进给量f(mm/r)0.1～0.18转速n(r/min)318～573考虑到所有的轴同时运动，其工作台进给速度M应该是相同的即(nf)相同。根据所计算的参数选取相应的值。对φ10：取f=0.15,n=400,那么M=nf=400×0.15=60mm/min则有：Vφ10=400×3.14×10=12.560m/min综上所述，整理有：表2.5钻孔切削参数Φ10切削速度v(m/min)12.560进给量f(mm/r)0.15转速n(r/min)4002.3.2扩工位切削参数：表2.6扩孔推荐切削用量孔径(mm)Φ11.7切削速度v(m/min)10～18进给量f(mm/r)0.15～0.2为使机床的结构简单、成本低廉，设计周期短，工作台的进给速度与钻削时的进给速度保持一至，即取M=60mm/min.因此根据表2.6推荐的参数，选择、计算如下：对Φ11.7的孔：转速n=10000÷(3.14×11.7)～18000÷(3.14×11.7)=272.2～490.0取n=400则f=M／n=60÷400=0.15mm/r切削速度V=400×3.14×11.7=14.695综上所述，整理有表2.7：表2.7扩孔参数孔径(mm)Φ11.7切削速度v(m/min)14.695进给量f(mm/r)0.15转速n(r/min)4002.3.3铰工位切削参数：表2.8铰孔参数孔径(mm)Φ12切削速度v(m/min)2～6进给量f(mm/r)0.5～1为使机床的结构简单、成本低廉，设计周期短，工作台的进给速度与钻扩时的进给速度保持一至，即取M=60mm/min.因此根据表2.6推荐的参数，选择、计算如下：对Φ12的孔：转速n=20000÷(3.14×12)～1000×6÷(3.14×12)=50～159取n=100则f=M／n=60÷100=0.6mm/r切削速度V=100×3.14×12=3.768m/min综上所述，整理有表2.9：表2.9铰孔参数孔径(mm)Φ12切削速度v(m/min)3.768进给量f(mm/r)0.6转速n(r/min)1002.4机床动力参数的确定：2.4.1钻工位动力参数计算：参照表2.5,组合机床的切削用量计算切削力、转矩及功率,钻孔时(刀具材料选用高速钢;工件材料为灰铸铁。(1)切削力（N）（2.2）(2)切削转矩（N﹒mm）（2.3）(3)切削功率(KW)（2.4）其中：v—切削速度（m/min）f—进给量（mm/r）D—加工直径（mm）HB—布氏硬度：HB=对于Φ10:F=26×10×0.15×203.333333=1381.4756T=10×11×0.15×203.333333=4224.3006P=(4224.3006×12.5600÷(9740×3.14×10)=0.173482.4.2扩工位动力参数：参照计算组合机床扩孔切削时的切削力、转矩及功率,(刀具材料选用高速钢;工件材料为灰铸铁)(1)切削力（N）（2.5）(2)切削转矩(N﹒mm)（2.6）(3)切削功率(KW)（2.7）v—切削速度（m/min）f—进给量（mm/r）D—加工直径（mm）HB—布氏硬度：HB=—切削深度（mm）=(D-d)/2D—加工直径（mm）d—扩孔前的直径（mm）对于所有的孔：对于Φ11.7的孔：F=9.2×0.15×3×203.333333=390.5280T=31.6×11.7×0.15×203.333333=1063.1190P=(1063.1190×14.695)÷(9740×3.14×11.7)=0.043652.4.3铰工位动力参数：给定铰孔的孔径为Φ12，通过查阅切削用量简明手册得：(1)切削力F=296.7（N）(2)切削转矩T=677.395(N﹒mm)(3)切削功率P=0.0067(KW)综上所述，整理有表2.10：表2.10各工序动力参数Φ10Φ11.7Φ12切削功率P(KW)0.173480.043650.0067切削转矩T(N﹒M)4.22430661.106311900.6773952.5动力部件的选取：动力部件的选择主要是确定动力箱的选择，要选用与其他部件相配套的动力箱驱动多轴箱进行工作，其驱动功率主要依据多轴箱所传递的切削功率来选用。在不需要精确计算多轴箱功率或多轴箱尚未设计出来之前，可按下列公式进行估算：（2.8）式中—消耗于各主轴的切削功率的总和，单位KW;——多轴箱的传动效率，加工黑色金属时取0.8～0.9，加工有色金属时取0.7～0.8；主轴多、传动复杂时取小值，反之取大值。必须注意：当某一规格的动力部件的功率或进给力不能满足要求，但又相差不大时，不要轻易选取大一规格的动力部件，而应该以不影响加工精度和效率为前提，适当降低关键性刀具的切削用量或将刀具错开顺序加工，以降低功率和进给力。对该被加工零件进行分析，其有Φ10的孔六个；Φ11.7的孔六个，Φ12的孔六个。由于该机床为三工位机床，在钻孔时扩孔和铰孔的主轴是空转的，扩孔时钻孔和铰孔的主轴是空转的，铰孔是钻孔和扩孔的主轴也是空转的。分别计算钻、扩、铰时所需要的功率如下：P=6P=6×0.17348=1.04088KWP=6P=6×0.04365=0.2619KWP=6P=6×0.0067=0.0402KW由于加工时只有一个工位在工作另两个工位空转，所以用功率较大的钻削功率来估算动力箱的功率，由上边的公式所述，由于加工的是铸铁，所以取效率为0.80，则有：P=P/η=1.04088÷0.80=1.3011KW考虑到空转、传动轴的功率损失，选取动力箱为1TD32V，其参数如表2.11：电动机型号电动机功率L3电动机转速输出轴转速Y112M-62.2(KW)340（mm）940(r/min)470(r/min)表2.11动力箱参数2.6轴的初步选定轴材料的选择：轴的材料主要是碳钢和合金钢，由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可用热处理或化学热处理的办法。综上所述，整理有2.12：表2.12各主轴的初选直径Φ10Φ11.7Φ12切削转矩T(N﹒m)4.22430661.06311901.11720635轴径（mm）252525为使得结构对成，同时加大扩孔时的质量分别圆整各个主轴的直径为：DΦ10=25DΦ11.7=25DΦ12=25传动轴的直径也参考主轴直径而定，取直径Φ25。通用钻削类主轴按支承方式可以分为三种：(1)滚锥轴承主轴：前后支承均为圆锥滚子轴承。这种支承可以承受较大的径向和轴向力，且结构简单、装配调整方便，广泛应用于扩、镗、铰孔和攻螺纹等加工；当刀具进退两个方向都有轴向力切削力时常用此种结构。(2)滚珠轴承主轴：前支承为推力轴承和向心球轴承、后支承为向心球轴承或圆锥滚子轴承。因推力球轴承设置在前端，能承受较大的轴向力，适应于钻孔加工。(3)滚锥轴承主轴：前后支承均采用无内环滚针轴承和推力轴承。当主轴间距较小时采用。对于本设计而言，设计的是三工位工作台式的多轴箱，包括钻工位、扩工位铰工位，所以在主轴选用时钻工位按推荐的选用滚珠轴承主轴，为加强扩工位的强度提高其承载的能力，所以同钻削主轴一样采用滚珠轴承主轴。结构如图2.13所示：轴承分别为33005、16005（16004）、51105（51104）。[12][14][15]图2.13主轴的支承结构对于传动轴，基本上不承受轴向力，但是为提高加工精度，防止派生的轴向力影响传动，故选用滚锥轴承的支承方式即在两端均采用圆锥滚子轴承33005。这样就可以通过轴承的预紧来更好的提高加工进度,结构如图2.14。[12][14][15]图2.14传动轴的支承结构对于本设计而言，设计的是三工位移动工作台式的多轴箱，包括钻工位、扩工位、铰工位，所以在主轴选用时钻工位按推荐的选用滚珠轴承主轴，为加强扩工位的强度提高其承载的能力，所以同钻削主轴一样采用滚珠轴承主轴。2.7箱体尺寸的确定标准通用钻、镗类多轴箱的厚度是一定的，卧式为325mm，立式为340mm。因此，确定多轴箱尺寸，主要是确定多轴箱的宽度B和高度H及最低主轴高度h。由任务书知，工件定位面比工作台高110mm，工作台每工位移动的行程为250mm；工件高度h为420mm，宽度B为250mm。所以箱体的尺寸初步计算为：H=420+110=530mmB=250×2+250=750mm则B×H=750×530mm考虑到其内部传动连复杂，再加上需要安装润滑用的油泵等设备，应优先考虑外部动力输入，预定采用800×630的多轴箱箱体。由所选动力箱、和箱体，取箱体右下角定位销为原点的输入轴位置（350，129.5）。3多轴箱传动系统设计3多轴箱传动系统设计3.1多轴箱传动系统设计的准则：多轴箱传动设计，是根据动力箱驱动轴的位置和转速、各主轴位置及转速要求，设计传动连，把驱动轴与各主轴链接起来，使各主轴获得预订的转速和转向。3.1.1对多轴箱传动系统的一般要求：(1)在保证主轴的强度、刚度、转速和转向的条件下，力求使传动轴和齿轮的规格、数量为最少。为此，应尽量用一根中间轴带动多根主轴，并将齿轮布置在同一排上。当中心距不符合标准时，可采用变为齿轮或略微改变传动比的方法来解决。(2)尽量不使用主轴带动主轴的方案，以免增加主轴的负荷，影响加工质量。(3)为使结构紧凑，多轴箱内齿轮副的传动比一般不要大于1/2，后盖内齿轮传动比允许至1/3～1/3.5；尽量避免用升速传动。但是为了使主轴上的齿轮不至于过大，最后一级经常采用升速传动。(4)用于粗加工主轴上的齿轮，应尽量设在靠近前盖处，以减少主轴的扭转变形；(5)驱动轴直接带动的传动轴数不要超过两根，以免给装配带来困难。3.1.2拟定多轴箱传动方案的基本方法：先把全部主轴中心分布在几个同心圆上，在各个同心圆的圆心上分别设置中心传动轴；非同心圆分布的一些主轴也已设置中间传动轴（如一根传动轴带动两根或三根主轴）；然后根据已选定的各中心传动轴再取同心圆，并用最少的传动轴带动这些中心传动轴；最后通过合拢传动轴与动力箱驱动轴链接起来。(1)将主轴划分为各种分布类型和被加工零件上加工孔位置分布是多种多样的，但大致可归纳为：同心圆分布、直线分布和任意分布三种类型。因此，多轴箱上主轴分布相应分为三种：1)直线分布：对这类主轴，可分别用一根中间传动轴带动两根主轴。2)同心圆分布：对这类主轴，可在同心圆处分别设置中心传动轴，由其上的一个或几个（不同排数）齿轮来带动各主轴。3)任意分布：对此类主轴可根据“三点共圆”原理。它是同心圆和直线分布的混合形式。(2)确定驱动轴转速转向及其在多轴箱上的驱动轴的转速即按动力箱型号选定；当采用动力滑台时，驱动轴旋转方向可任意选择；动力箱与多轴箱连接时，应注意驱动轴中心一般设置于多轴箱体宽度的中心线上，其中心高度则决定于所选动力箱的型号规格。驱动轴中心位置在机床联系尺寸图中已经确定。用最少的传动轴及齿轮把驱动轴和各主轴连接起来在多轴箱设计原始依据图中确定了各个主轴的位置、转速和转向的基础上，首先分析主轴位置，拟定传动方案，选定齿轮模数（估算或类比），再通过计算、作图或多次试凑相结合的方法，确定齿轮齿数和中间传动轴的位置及转速。3.1.3润油泵轴和手柄轴的安置多轴箱常采用叶片油泵润滑，油泵供油至分油器经油管分送到个润滑点。油泵安装在箱体的前壁上，泵轴尽量靠近油池。通常油泵齿轮放置在靠近前盖排；以便于维修，如结构限制。可以放在后盖中；当泵体或管接头与传动轴端相碰时，可改用埋头传动轴。由于本课题设计的是一个三工位移动工作台式组合机床的左多轴箱，所以选择对称式的机构以方便设计，减少工作量，只需要在转速的调节上进行齿轮的变换就可以了。3.2方案的制定、比较3.2.1方案的制定：方案一：图3.1传动路线图采用钻、扩、铰两工位对称分布的布局方法，各个主轴的动力分别由传动轴从下面两边带动（如上图3.1所示），由下往上面传，靠近动力输入轴的一边动力直接由输入轴带动即输入轴带动两个齿轮，两边的动力由如图所示的两个大齿轮实现动力的转换。方案二：图3.2传动路线图采用钻、扩、铰三工位对称分布的布局方法（如上图3.2所示），对左中右对成分布的带动四个孔做功，扩是由主轴间接带动的方法。3.2.2方案比较：方案一，结构紧凑，所用的传动少箱体尺寸小，动力利用率高，完成后整个动力箱的重量轻。但是由于给定的被加工件孔之间的间隙比较小，在整个的设计和制造中，要考虑强度，所选的必须是高强度材料，考虑到轴承之间的干涉问题，所选的也必将是特殊的滚针或者是无内圈和外圈轴承，这样一来整个设计中相当于全部采用了特殊的材料、零件，增加了制造的成本，而且强度很难保证。虽然能保证各个主轴的转速在计算的规定范围内，但是采用的传动轴较多且麻烦，浪费材料和资源，套入齿轮后各轴之间的齿轮间距较小容易造成碰撞引发事故。方案二，结构相对简单，转速和转向可以达到要求，主要以降速传递，传动平稳可靠，而且效率比较高。综上所述，根据两个方案的特点考虑到加工的难易，设计的合理性，通用性的强弱，决定采用即能满足转速要求有可以使内部传动链较短、传动效率高而且结构比较紧凑的方案二作为此次方案。3.3传动件的确定3.3.1钻工位齿轮的确定Φ10钻孔的主轴的设计转速为400r/min而输入轴的转速为470r/min。总的传动比分别为:=400÷470＝0.85对于传动轴2、由于其尺寸受到主轴间的空间限制，在保证e>2m的条件下，初选齿轮模数m=2,理论上用一对齿轮就能满足要求，但因中心距较大，且驱动轴上的参数规定Z驱=21-26，m=3,4.主轴上的齿轮齿数为26，i=0.85则与之相连接的轴上齿轮齿数为35，设在第ⅳ排；由箱体尺寸、零件的尺寸及相应的技术要求，有各主轴的坐标（如下图）为：一（37.5，455）二(162.5,455)三（37.5，275）四（162.5，275）五（37.5，95）六（162.5，95）七（287.5，455）八（412.5，455）九（287.5，275）十（412.5，275）十一（287.5，95）十二（412.5，95）十三（537.5，455）十四（662.5，455）十五（537.5，275）十六（662.5，455）十七（537.5，95）十八（662.5，95）O（350，129.5）图3.3主轴的坐标查《机械设计简明手册》P161表7-22动力箱齿轮，为满足总的传动比，选用动力箱齿轮为m=2,z=26,相应的取与之匹配的齿轮m=2,z=35，安排在第Ⅳ排；故轴1的实际转速为=470×26÷35=349.1r/min由于孔间距比较大，不能直接从中心轴传递，但可设中间传动轴的方法来将中心轴的转速传递到各工作轴。经分析可知需经四次齿轮传递可让工作轴达到预定转速。由传动方案二可看出，在钻工位中：工作轴一，二，三、四，五，六要经过齿轮传递达到预定转速。经位置分析，传动计算可知，最好经过一次减速，再次升速，最后减速的方式将速度平稳地达到工作轴的理论转速。即轴1将转速通过第Ⅳ排齿轮啮合传递给轴3，轴1，轴5再通过第Ⅲ排齿轮啮合传递给轴三、四，五，六。轴三、四通过轴7将转速直接传给工作轴一，二。工作轴一、二、四、五要经过六次齿轮传递达到预定转速。经位置分析，传动计算可知，最好经过一次减速，再次升速，最后两次减速的方式将速度平稳地达到工作轴的理论转速。即轴1将转速通过第Ⅳ排齿轮啮合传递给轴2，轴2再通过第Ⅰ排齿轮啮合传递给轴5，轴5将转速直接传给轴6，轴6通过第二排齿轮啮合传递给轴7、8，轴7、8再分别通过第一排齿轮啮合传递给工作轴一、二、四、六。经过多次作图、试凑的方法安排各轴的模数和齿数。如下表所示：表3.4钻工位各轴上齿轮的配置第ⅰ排（m-z）第ⅱ排（m-z）第ⅲ排（m-z）第ⅳ排（m-z）02-2632-3512-435，72-692-81122-40一到六2-40由主动轴转速和各轴齿轮的模数和齿数可以计算出各轴的实际转速，过程如下:轴1：=327.5r/min轴2：=33/31=33×327.5÷31=448.6r/min轴3，4：==22/25=22×348.6÷25=406.7r/min轴5，6：==31×327.5÷31=348.6r/min轴7，8：==33/36=33×348.6÷36=319.5r/min轴一、四：==24/25=24×319.5÷25=306.7r/min轴二、五：==24/30=24×319.5÷30=255.6r/min轴三、六：==25/25=24×306.7÷25=306.7r/min3.3.2扩工位齿轮的确定Φ11.7扩孔的主轴的设计转速为400r/min。输入轴的转速为470r/min，总传动比分别为：=400÷470＝0.85与钻工位时的传动比完全相同。由以上计算有，扩工位的传动连可以直接借鉴钻工位。由于孔间距比较大，所以可设中间传动轴的方法来将中心轴的转速传递到各工作轴。由传动方案三可看出，在扩工位中：工作轴九、十二要经过四次齿轮传递达到预定转速。经位置分析，传动计算可知，最好经过一次减速，再次升速，最后减速的方式将速度平稳地达到工作轴的理论转速。即轴9将转速通过第Ⅳ排齿轮啮合传递给轴10，轴10再通过第Ⅰ排齿轮啮合传递给轴11、12。轴11、12分别将转速直接传给工作轴九、十二。工作轴七、八、十、十一要经过六次齿轮传递达到预定转速。经位置分析，传动计算可知，最好经过一次减速，再次升速，最后两次减速的方式将速度平稳地达到工作轴的理论转速。即轴9将转速通过第Ⅳ排齿轮啮合传递给轴10，轴10再通过第Ⅰ排齿轮啮合传递给轴13，轴13将转速直接传给轴14，轴14通过第二排齿轮啮合传递给轴15、16，轴15、16再分别通过第一排齿轮啮合传递给工作轴七、八、十、十一。轴18是通过轴10等速传递给轴17，轴17再升速传给轴18。表3.5扩工位轴上零件的配置第ⅰ排（m-z）第ⅱ排（m-z）第ⅲ排（m-z）第ⅳ排（m-z）02-263，42-3592-692-81七到十2-40十一，十二2-40由主动轴转速和各轴齿轮的模数和齿数可以计算出各轴的实际转速，过程如下:轴9：=327.5r/min轴10：=33/31=33×327.5÷31=348.6r/min轴11、12：==22/25=22×348.6÷25=306.7r/min轴13，14，17：===31×327.5÷31=348.6r/min轴15，16：==33/36=33×348.6÷36=319.5r/min轴18=31/20=31×348.6÷20=540.33r/min轴七，十：==24/25=24×319.5÷25=306.7r/min轴八，十一：==24/30=24×319.5÷30=255.6r/min轴九，十二：==25/25=24×306.7÷25=306.7r/min3.3.2铰工位齿轮的确定Φ12铰孔的主轴的设计转速为400r/min。输入轴的转速为470r/min，总传动比分别为：=400÷470＝0.85与钻和扩孔工位时的传动比完全相同。由以上计算有，铰工位的传动连可以直接借鉴钻工位。由于孔间距比较大，所以可设中间传动轴的方法来将中心轴的转速传递到各工作轴。由传动方案三可看出，在扩工位中：工作轴九、十二要经过四次齿轮传递达到预定转速。经位置分析，传动计算可知，最好经过一次减速，再次升速，最后减速的方式将速度平稳地达到工作轴的理论转速。即轴9将转速通过第Ⅳ排齿轮啮合传递给轴10，轴10再通过第Ⅰ排齿轮啮合传递给轴11、12。轴11、12分别将转速直接传给工作轴九、十二。工作轴七、八、十、十一要经过六次齿轮传递达到预定转速。经位置分析，传动计算可知，最好经过一次减速，再次升速，最后两次减速的方式将速度平稳地达到工作轴的理论转速。即轴9将转速通过第Ⅳ排齿轮啮合传递给轴10，轴10再通过第Ⅰ排齿轮啮合传递给轴13，轴13将转速直接传给轴14，轴14通过第二排齿轮啮合传递给轴15、16，轴15、16再分别通过第一排齿轮啮合传递给工作轴七、八、十、十一。表3.6铰工位轴上零件的配置第一排第二排第三排第四排02-2642-3522-692-81112-40132-35由前边的计算有，Φ10、Φ11.7、Φ12的转速分别为：306.72r/min、255.6r/min、306.7r/min、255.6r/min验算转速的误差有：Φ10的误差：(306.7-300)÷300=0.0223Φ11.7的误差：(255.6-250)÷250=0.0224Φ12的误差：(306.7-300)÷300=0.0223所有的误差均小于允许的误差5%，故选用的齿轮、传动比正确。根据此方案实际上是将总传动比分为四级。第一级=327.5÷470=0.697；第二级=348.6÷327.5=1.064；从第三级开始发生了变化，传向主轴下面Φ10和Φ12的传动比i=306.7÷348.6=0.880，而传向主轴上面的Φ11.7、Φ12及中间的Φ10和Φ12的传动比i=319.5÷348.6=0.916；到了最后一级，各孔都有了自己独特的传动比，下面孔Φ11.7、Φ12的传动比都为1,中间孔Φ11.7、Φ12传动比为255.6÷319.5=0.782，上面孔Φ11.7、Φ12的传动比都为306.7÷319.5=0.9593.4坐标的计算3.4.1坐标的计算由传动方案及齿轮，可以计算出各个传动轴的坐标,计算过程如下：(1)求轴2的坐标如图3.9，由工作轴三，六确定传动轴2以及轴3和轴4的具体坐标，经分析知：X=100+150/2=175；Y=185-则轴2的坐标为（175.000，118.465）图3.7传动链坐标图(2)求轴3，轴4的坐标如下图3.8，可以看出ΔBEF∽ΔBOA那么BE/BO=BF/BA,则BE=BO×BF/BA=75×50÷97=38.6597EF/AO=BF/BA，则EF=AO×BF/BA=(185-118.4653251)×50÷97=34.2962即：j=100+38.6597=138.6597，k=185-34.2962=153.2618则轴3的坐标为（138.659，153.261）同理可得出轴4坐标轴4的坐标为（211.659，153.261）图3.8传动链坐标图先由传动轴2确定轴5和轴六的坐标，从图中可以明显看出轴2，轴5，轴6三轴的轴心恰好在一条直线上，再由传动方案可知这三根轴是在同一排上的等速传递，所以这三轴的横坐标是一样的，纵坐标也可以轻松获得，即轴5是在轴2的纵坐标上加93，而轴6则是在轴5的纵坐标上加93。故轴5的坐标为（175，216.465）轴6的坐标为（175，308.465）再由工作轴一，二确定轴7的位置，如图所示，在△ABC中，过C点向BC引垂线垂足为D。根据余弦定理可求出∠a，即：cosa=0.53241其中AC=54，BC=100，AB=49那么DC=AC×cosa=54×cosa=52.532145DA=AC×sina=54×sina=12.354684则x=100+DA=112.354684y=285+DC=337.532145故轴7的坐标为（112.354，337.532）由于轴8与轴7关于直线EF对称，所以很容易得出:轴8坐标为(237.564,337.532)同理继续用这个方法可以求出α的大小，由于钻、扩、铰三工位的排布是关于中间的轴线对称。如下图3.9所示：图3.9传动链坐标图在已知轴0和轴2的情况下求中间轴1的具体坐标，如下图3.10所示图3.10传动链坐标图在构造的△ADO中AD=28.3691688,DO=180,可以求出αtanα=DO/AD=180/28.3691688=6.35,故α=acetan6.35所以AO==177.4463911而在△ABO中：AB=96,BO=82.5,AO=177.4463911，故可以求出βcosβ=（=0.62541x=175+AB×sin（α+β）=226.58115y=118.4653251/AB×cos（α+β）=96.4225774由于扩孔工位于铰工位关于中心轴O对称，所以各坐标如下表所示：表3.11所有轴的坐标轴号X轴坐标Y轴坐标1223.707174.6192576.127174.6193302.266168.2964396.735168.2965100.191184.6116602.819184.6117100.191365.1218602.819365.1219350.111368.30410226.025365.57911476.887365.57912135.226275.14613475.526270.45214475.500431.909一37.500455.532二162.500455.532三37.500275.500四162.500275.325五37.50095.000六162.50095.000七287.500455.000八412.500455.000九287.500275.000十412.500275.000十一287.50095.000十二412.50095.000十三537.500452.000十四662.500455.000十五537.5000275.000十六662.5000275.000十七537.500095.0003.4.2验算中心距误差多轴箱箱体上的孔是按计算的坐标加工的，而装配要求两轴间齿轮能正常啮合。因此，必须验算根据坐标计算确定的实际中心距A，是否符合两轴间齿轮啮合要求的标准中心距R，R与A之间的误差为：。（3.1）验算标准：中心距允许误差mm由于在前边的计算中采用的是三角函数联系设计方案及齿轮(中心距)计算而来的，所以其中心距误差均在允许的范围内。而在传动轴1、16与动力输入轴0的连接上还没有保证，轴1和轴16相对于动力输入轴0成对称分布，所以只需要对一对进行校核。下边对传动轴1和动力输入轴0之间的中心距进行检查验算。由动力箱和箱体的联系尺寸可知动力输入轴0的坐标为（450，129），由前边的计算知传动轴1的坐标为（368.742741，149.5000000）,轴1相对于0的坐标为,；验算如下：已知m=3,则标准中心距：实际中心距：中心距误差：由上边知mm则，为保证齿轮正常的啮合和保证设计的传动比，在此处选用一对变为齿轮。3.4.3变位齿轮的计算在机械维修行业中，常遇到一对齿轮中的小齿轮磨损严重，而大齿轮磨损却很轻，从节约材料和加工费来讲，大齿轮不应报废，对于这种情况我们将大齿轮进行修复，即将在齿轮的磨损部分用负变位的办法切去，另外配上一个新的正变位的小齿轮。为了保持中心距不变，大小齿轮的变位系数相等，只是小齿轮为正变位，大齿轮为负变位，这也叫高度变位。在修复旧齿轮时，变位系数最大值还应该受到大齿轮不会发生根切，小齿轮齿顶不致于变尖的条件限制。如果大齿轮的磨损很严重，以致在进行负变位切削时会发生根切或小齿轮牙齿严重变尖，这时就不能采取这种方法了。另一种情况即在设计过程中当实际中心距A和标准齿轮啮合的中心距A不同时，为了正常啮合，就必须把齿轮做成变位齿轮。可加工这个变位齿轮时刀具位移多少，即变位系数ξ取多大？应根据实际中心距的变化，首先确定这对变位齿轮的总变位系数ξ，然后再根据具体条件把总ξ分配到两个变位齿轮1、2上，再确定变位齿轮的其它尺寸。在这一过程中，由于参数较多，必须有步骤进行。该变位齿轮已知条件为：m=2,,齿形角。正常齿齿顶高系数，顶隙系数，实际中心距为，求变位系数及其分配的情况。由已知条件有：齿轮的分度圆直径为标准中心距a及啮合角>A为负变位齿轮。由公式可得实际变为系数和为：[8]（3.2）查《机械传动设计手册》附录2知得中心距变动系数y。[9]（3.3）将参数代入有：齿顶高变动系数变位系数的分配：由于总的变位系数比较小，为方便加工，减小加工的难度、尽可能多的使用标准件，所以由比较大的齿轮即m=3,z=33的齿轮承担即z=23的动力箱齿轮选择标准的齿轮。即计算齿轮的参数：4传动元件的校核4传动元件的校核4.1轴的扭转度校核：验算传动轴的直径按下式计算传动轴所承受的总扭矩：（4.1）式中为作用在第n个主轴上的转矩，单位为N·m；为传动轴至第n个主轴之间的传动比。根据整个传动方案和的已选定的齿轮，计算出所有的转速相同的传动轴的转速，计算各个主轴的实际转速如下：这样一来孔Φ10、Φ11.7、Φ12Φ的第四级实际传动比分别为：1、0.982、0.959。另外根据前面的计算Φ10、Φ11.7、Φ12主轴的扭矩分别为5.06342354、8.04704357、1.11720635和1.4449612N·m根据公式计算各个传动轴的扭矩整理如下表：表4.1钻工位各传动轴的扭矩Φ10总扭矩T（N·m）I1.285740.3458214个59.739042，34个43.524644，54个36.5963262个29.869507，8，0个23.14272由《组合机床简明设计手册》[2]对各个轴的轴径进行校核，式中d为轴的直径（mm）；T为轴所传递的扭矩（N·m）；B为系数。当材料的剪切弹性模数G=81.0Gpa时，刚性主轴的B为7.8，非刚性主轴B=6.2而传动轴的B=5.2。故对本次次验算的轴有。[1]则圆整到Φ25圆整到Φ25圆整到Φ25圆整到Φ25圆整到Φ25表4.2扩工位各传动轴的扭矩Φ11.7总扭矩T（N·m）传动比i1.117206394个13.19780104个10.2601811，124个8.86484132个63.59894140个4.3335415,160个1.39584170个2.9377182个2.2654由于扩工位的传动轴所承受的扭矩明显的小于钻工位，而经过前边的验证直径为25的传动轴均可以满足扭转的强度要求。4.2轴的弯扭强度校核及轴承、齿轮的强度校核：4.2.1强度校核理论a.轴的弯扭强度校核：通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均以确定，轴上的载荷(弯矩和扭矩)已求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算，一般的计算步骤如下：(1)做出轴的计算简图：轴所承受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。在作计算简图时，应先求出轴上零件的载荷（若为空间力系，应把空间力系分解为圆周力、径向力和轴向力，然后把他们全部转化到轴上），并将其分解为水平分力和垂直分力，然后求出个支承处的水平反力和垂直反力。(2)做出弯矩图：根据上述的简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面说那过的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按计算出总的弯矩并做出弯矩图。(3)校核轴的强度：已知轴的弯矩和扭矩之后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力，通常由弯矩所产生的弯矩应力是对称循环变应力，而有扭矩所产生的扭转应力则常常不是对称循环变应力，为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为：式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为静应力时，取；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力为亦为对称循环变应力时，则取。对于直径为d的圆轴，弯曲应力,扭转切应力,将和代入可求得：式中：—轴的计算应力，单位为MPM—轴所受的弯矩，单位为N·m；T—轴所受的扭矩，单位为N·m；—轴的循环变应力时的许用弯曲应力b.轴承的校核：滚动轴承在工作时，轴承内、外圈滚道和滚动体承受变化的接触应力，所以疲劳点蚀是滚动轴承的主要失效形式，轴承点蚀破坏后，会使轴承产生振动、噪声，发热量增大，旋转精度下降等。轴承的寿命是指出现疲劳点蚀前转过的总圈数，或在一定的转速下总的工作小时数。轴承的额定寿命与所承受的载荷大小有关系，工作载荷越大，轴承的寿命就越短。为了表达各种轴承的承载特性，规定轴承的基本额定寿命为r时，轴承所能承受的最大载荷称为轴承的基本额定动载荷，用字母C表示。不同的轴承有不同的基本额定动载荷，它表征了不同轴承的承载特征。其值可以从机械设计手册中查出。若载荷P和转速n已知，并取得轴承的预期寿命为，则所选轴承的基本额定动载荷为C。在实际应用中，轴承的载荷往往与实验理论的不相符，因此，在进行轴承寿命的计算时，应把实际在和转换为与实验条件相同的载荷，转换后的载荷是一种假定的载荷，称为当量载荷P，，式中，为轴承所承受的径向载荷（N），为轴承所承受的轴向载荷（N）；X为径向载荷系数；Y为轴向载荷系数。X、Y的值可查表求得。c.轮齿的受力分析：进行齿轮传动的强度计算时，首先要知道齿轮上所受的力，这就需要对齿轮传动作受理分析。当然，对齿轮传动进行力分析也是计算安装齿轮的轴及轴承时所必须的。齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算受力时，可不予考虑。沿啮合线作用在齿面上的法向载荷垂直于齿面，为了计算方便，将法向载荷（单位为N）在节点处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力和径向力（单位均为N）。由此得：（4.2）（4.3）（4.4）式中：为齿轮传递的转矩，单位为N·m；为齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，单位为mm；为啮合角，对标准齿轮，。d.轮齿的校核：齿根弯曲强度计算：假设只有一对齿啮合，当载荷作用于齿顶时，将齿轮看做宽度为B的悬臂梁。按悬臂梁理论，在齿根危险截面产生的弯应力最若最大弯曲应力用表示，许用弯曲应力用表示，则在预期寿命内保证根弯曲疲劳强度的条件为：；（4.5）齿面接触疲劳强度计算：齿面疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关，而齿面最大接触应力可以通过近似计算求得。许用应力的计算式：（4.6）式中：为实验齿轮的接触疲劳或齿根弯曲疲劳极限；为齿轮接触疲劳或弯曲疲劳安全系数，对按疲劳强度计算；,当按弯曲疲劳强度计算时取；为应力循环次数影响的系数即寿命系数。4.2.2具体计算:(1)轴1及其配件的校核：经过前边的计算及分析，传动轴1的载荷明显比较大，而且结构复杂。第一排：圆周力径向力法向力径向力水平分力径向力垂直分力第二排：圆周力径向力法向力径向力水平分力径向力垂直分力第四排：圆周力径向力法向力径向力水平分力径向力垂直分力齿面接触疲劳强度计算：齿面疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关齿面接触疲劳强度计算：齿面疲劳点蚀与齿面接触应力的大小有关，而齿面最大接触应力可以通过近似计算,应该用一对齿轮的齿面接触强度校核的公式来计算。由以上的计算结合传动轴1的结构，可画出其分别在水平面和垂直面内的受力图和如图4.2：图4.2轴受力图由转矩平衡可以计算出：轴承的寿命是指出现疲劳点蚀前转过的总圈数，或在一定的转速下总的工作小时数。轴承的额定寿命与所承受的载荷大小有关系，工作载荷越大，轴承的寿命就越短。轴承所能承受的最大载荷称为轴承的基本额定动载荷，用字母C表示。不同的轴承有不同的基本额定动载荷，它表征了不同轴承的承载特征。，称为当量载荷P,（4.7）式中，为轴承所承受的径向载荷（N），为轴承所承受的轴向载（N）；X为径向载荷系数；Y为轴向载荷系数。X、Y的值可查表得，从而可以得出当量载荷的大小。因为轴承是背靠背安装的，所以轴承B被压紧，两轴承的轴向载荷相互受力平衡。由此可得到：由此可以得轴1在水平面和垂直面上的弯矩图如图4.3：图4.3